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1 引言 畢業(yè)設(shè)計是學(xué)完所有課程后應(yīng)用四年所學(xué)到的課本知識及課外的知識而進行的綜合性、開放性的訓(xùn)練，是培養(yǎng)學(xué)生工程意識和創(chuàng)新能力的重要環(huán)節(jié)，也是考查學(xué)生四年學(xué)習(xí)成果的重要途徑。此次畢業(yè)設(shè)計的主要內(nèi)容是通過對活塞式壓縮機熱力性能和動力性能的計算，完成壓縮機的校核和選型工作。通過近兩個月的設(shè)計過程，對于我掌握過程流體機械選型基本方法、基本步驟和基本原則起到了明顯的效果，達(dá)到了預(yù)期的訓(xùn)練目的。同時，通過畢業(yè)設(shè)計環(huán)節(jié)，使我的計算機應(yīng)用能力得到了提高，培養(yǎng)了我的設(shè)計能力和解決實際問題的能力。 畢業(yè)設(shè)計要求學(xué)生正確運用和查閱與本課題相關(guān)的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊、圖冊等技術(shù)資料，獨立的進行理論計算、結(jié)構(gòu)計算、繪制工程圖樣、編寫設(shè)計說明書等。掌握機械設(shè)計的基本要求、基本方法、基本步驟，為走向工作崗位打下堅實的基礎(chǔ)。 V-0.17/8空氣壓縮機設(shè)計的主要任務(wù)是了解空氣壓縮機的基本原理與結(jié)構(gòu)類型，著重了解和掌握活塞式空氣壓縮機的基本原理、組成結(jié)構(gòu)、材料、制造加工工藝、冷卻潤滑方式等。 1.1設(shè)計參數(shù) 題目：V-0.17/8空氣壓縮機設(shè)計 排氣壓力=0.8MPa 吸氣壓力Ps=0.1MPa 排氣量Q=0.17m3/min 轉(zhuǎn)速n=2840r/min 1.2 空氣壓縮機的結(jié)構(gòu)及工作原理 空氣壓縮機是氣源裝置中的主體，它是將原動機（通常是電動機）的機械能轉(zhuǎn)換成氣體壓力能的裝置，是壓縮空氣的氣壓發(fā)生裝置。 空氣壓縮機的種類很多，按工作原理可分為容積式壓縮機，速度式壓縮機，容積式壓縮機的工作原理是壓縮氣體的體積，使單位體積內(nèi)氣體分子的密度增加以提高壓縮空氣的壓力；速度式壓縮機的工作原理是提高氣體分子的運動速度，使氣體分子具有的動能轉(zhuǎn)化為氣體的壓力能，從而提高壓縮空氣的壓力。本機屬于容積式空氣壓縮機。 往復(fù)式空氣壓縮機主要有曲軸連桿活塞式、曲柄連桿活塞式和曲柄滑管式三種形式。其主要由活塞、氣缸、曲軸、連桿、吸氣閥片和排氣閥片等組成。連桿小頭主要通過活塞銷與活塞相連，而連桿大頭套在曲軸的曲軸柄部分，曲軸由帶輪帶動旋轉(zhuǎn)，氣缸頂部安裝有閥板組件?；钊跉飧字兄饕ㄟ^做往復(fù)直線運動來完成對空氣的壓縮，而壓縮機每完成一次對空氣的壓縮，需要經(jīng)過壓縮、排氣、膨脹和吸氣四個過程。 1 —排氣閥 2 —氣缸 3 —活塞 4 —活塞桿5 —滑塊 6 —連桿 7 —曲柄 8 —吸氣閥 9 —閥門彈簧 圖1.1壓縮機工作原理圖 當(dāng)活塞式壓縮機的曲軸旋轉(zhuǎn)時，通過連桿的傳動，活塞便做往復(fù)運動，由氣缸內(nèi)壁、氣缸蓋和活塞頂面所構(gòu)成的工作容積則會發(fā)生周期性變化?；钊綁嚎s機的活塞從氣缸蓋處開始運動時，氣缸內(nèi)的工作容積逐漸增大，這時，氣體即沿著進氣管，推開進氣閥而進入氣缸，直到工作容積變到最大時為止，進氣閥關(guān)閉；活塞式壓縮機的活塞反向運動時，氣缸內(nèi)工作容積縮小，氣體壓力升高，當(dāng)氣缸內(nèi)壓力達(dá)到并略高于排氣壓力時，排氣閥打開，氣體排出氣缸，直到活塞運動到極限位置為止，排氣閥關(guān)閉。當(dāng)活塞式壓縮機的活塞再次反向運動時，上述過程重復(fù)出現(xiàn)?？傊?，活塞式壓縮機的曲軸旋轉(zhuǎn)一周，活塞往復(fù)一次，氣缸內(nèi)相繼實現(xiàn)進氣、壓縮、排氣的過程，即完成一個工作循環(huán)。 圖1.2往復(fù)式壓縮機的示意圖及工作過程 圖1.2中的四個過程分別表示了壓縮機工作中的四個過程。 到最低位置(稱活塞的下止點)時，汽缸吸滿氣體。而活塞轉(zhuǎn)而向上，這時吸、排汽門都關(guān)閉，汽缸容積縮小，氣體被壓縮，一直壓縮到排汽壓力為止。圖中(b)為排汽過程：當(dāng)壓力達(dá)到一定值(大于排汽管內(nèi)壓力)時，排汽閥開啟，活塞繼續(xù)上移，氣體排出，一直到活塞上移到最高位置(這位置稱活塞的上止點)時，排汽結(jié)束。圖中(c)是余隙膨脹過程：為了防止活塞與吸排汽閥碰撞，活塞上移到上止點時，活塞與汽缸頂部之間留有一定間隙，稱余隙。當(dāng)活塞轉(zhuǎn)而向下運動時，排汽結(jié)束時留在余隙內(nèi)的高壓氣體阻止吸汽閥開啟，吸氣不能開始。這時余隙內(nèi)的氣體隨著活塞下移而進行膨脹，一直膨脹到吸氣壓力以下時才結(jié)束。圖中之(d)是吸氣過程：吸汽閥開啟，隨著活塞往下運動而吸汽，一直進行到活塞下移到活塞下止點為止。 1.3 活塞式壓縮機特點 優(yōu)點： 1 、適用壓力范圍廣，不論流量大小，均能達(dá)到所需壓力； 2 、熱效率高，單位耗電量少； 3 、適應(yīng)性強，即排氣范圍較廣，且不受壓力高低影響，能適應(yīng)較廣闊的壓力范圍和制冷量要求； 4 、可維修性強； 5 、對材料要求低，多用普通鋼鐵材料，加工較容易，造價也較低廉； 6 、技術(shù)上較為成熟，生產(chǎn)使用上積累了豐富的經(jīng)驗； 7 、裝置系統(tǒng)比較簡單；缺點： 1 、轉(zhuǎn)速不高，機器大而重； 2 、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，易損件多，維修量大； 3 、排氣不連續(xù)，造成氣流脈動； 4 、運轉(zhuǎn)時有較大的震動。隨著工業(yè)的發(fā)展，活塞式壓縮機的使用日趨廣泛。主要應(yīng)用于采礦、冶金、石油、化工、機械、建筑等部門。 2 空氣壓縮機熱力計算 2.1 熱力計算的目的 壓縮機的熱力計算是以熱力學(xué)理論為基礎(chǔ)，根據(jù)氣體的壓力、容積和溫度之間存在的一定關(guān)系，結(jié)合壓縮機具體的工作特性和使用要求進行的。其目的是要求得最有利的熱力參數(shù)（如各級的吸排氣溫度、壓力和所耗功等）和適宜的主要結(jié)構(gòu)尺寸（如活塞行程、氣缸直徑等）。 壓縮機熱力計算常用的方法有常規(guī)熱力計算、工作過程的模擬計算和優(yōu)化設(shè)計計算等。本次課程設(shè)計采用常規(guī)熱力計算方法。常規(guī)熱力計算是采用簡化的熱力學(xué)方程，根據(jù)已知壓縮機吸入氣體的熱力參數(shù)（壓力、溫度、相對濕度等）、容積流量、排氣壓力及其他一些條件和使用中的一些要求，確定壓縮級數(shù)、工作容積、轉(zhuǎn)速、結(jié)構(gòu)尺寸（如氣缸直徑、行程等）、多級壓縮機的級間壓力和溫度、功率和效率等，這種計算即為設(shè)計性熱力計算。對壓縮機的熱力過程進行分析計算，這是設(shè)計壓縮機時必須進行的。 壓縮機結(jié)構(gòu)型式與方案選擇。 1.首先計算總壓力比，選擇級數(shù)，然后根據(jù)排氣量、級數(shù)及壓縮機用途等選擇合理的結(jié)構(gòu)型式及各級氣缸的布置方案； 2.確定各級壓力比分配，初步估算排氣溫度； 3.計算并確定各級的諸系數(shù)如：λv、λp、λT、λl、μ0和μφ等； 4.計算各級行程容積及缸徑； 5.計算各列最大活塞力、功率及壓縮機效率； 6.確定驅(qū)動機功率并選定驅(qū)動機。 2.2 活塞行程與氣缸直徑的確定 根據(jù)往復(fù)式空氣壓縮機的實際工作情況，可以取活塞的相對余隙容積為：c=3%,膨脹指數(shù)m=1.4,壓力比ε==8 則： 容積系數(shù)：λv=（-1）=1-0.03（-1）=0.8975 （2-1） 壓力系數(shù)：λp =1-△Ps=1-0.05=94% （2-2） 式中△Ps/Ps是影響壓力系數(shù)的主要因素，△Ps/Ps=0.050.30 溫度系數(shù)：考慮到排氣壓力較高，進氣壓力損失較大，機器運轉(zhuǎn)速度高以及氣缸不易冷卻等因素，取λt=0.85 泄露系數(shù)：λl=0.98 容積效率：λ=λvλpλtλl=0.89750.940.850.98=0.7028 （2-3） 氣缸工作容積：===85.17 （2-4） 確定缸徑D、行程S和工作容積： 一般（）=0.40.8,取0.7，由=D2S=D3得 （2-5） D==5.38cm=53.8mm （2-6） 選取實際缸徑D=52mm 活塞行程S=0.7D=0.752=36.4mm （2-7） 所以壓縮機的實際工作容積=D2S=52236.4=77.26cm3 2.3 壓縮機功率與效率計算 2.3.1 絕熱壓縮的指示功率 =1.309in PsSD2ｗ （2-8） 式中δ０是吸排氣過程中平均相對壓力損失之和： δ０＝＋ （2-9） 參考已有資料，取=0.115 則δ0=0.2115，=988.70W 2.3.2理論絕熱壓縮功率 取進氣溫度==25攝氏度，=273+25=298K,排氣溫度td=170攝氏度，Td=273+170=443K 由≤工程熱力學(xué)≥附錄7得：進口狀態(tài)下空氣的焓值=300.43,壓縮終了的焓值446.83 壓縮機進口處的比容:ν===0.855 （2-10） 輸氣系數(shù) λ=0.7028 實際質(zhì)量輸氣量 =λ/ν=0.70283.66/0.855=3.008kg/s 理論絕熱壓縮功率==440.37w （2-11） 2.4功率計算 指示功率 ==440.37/988.70=0.45 （2-12） 摩擦功率 取平均摩擦壓力=0.3=0.3 ===86.62w （2-13） 理論容積輸氣量 =inS/60=3.66/s （2-14） 軸功率 ==988.70+86.62=1075.32w （2-15） 機械效率 =/=988.70/1075.32=0.919 （2-16） 軸效率 ==0.450.919=0.414 (2-17) 電效率 取電動機的效率=0.85， 電效率 ==0.4140.85=0.352 (2-18) 電功率 =/=440.37/0.352=1251.1w (2-19) 由此可選用功率為1500w的單相異步電動機作為它的動力。 3. 空氣壓縮機的動力計算 3.1 曲柄連桿機構(gòu)的運動關(guān)系 動力計算是以往復(fù)壓縮機的運動機構(gòu)即曲柄連桿機構(gòu)為主要研究對象，分析曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律、受力情況以及對壓縮機動力性能的影響。這是壓縮機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計，各零部件的強度、剛度計算以及壓縮機基礎(chǔ)設(shè)計的力學(xué)基礎(chǔ)。動力計算的任務(wù)是計算壓縮機中的作用力，分析壓縮機的動力平衡性能，確定壓縮機所需的飛輪矩，解決慣性力和慣性力矩的平衡問題。動力計算的任務(wù)是計算壓縮機中的作用力，分析壓縮機的動力平衡性能，確定壓縮機所需的飛輪矩，解決慣性力和慣性力矩的平衡問題。 (1)壓縮機中主要作用力的求解 壓縮機中的主要作用力有氣體連桿機構(gòu)運動時產(chǎn)生的慣性力和相對運動表面間產(chǎn)生的摩擦力。根據(jù)各力間的相互關(guān)系，得出壓縮機中的綜合活塞力，分析綜合活塞力對壓縮機的作用效果； (2)確定飛輪矩 通過計算各列的切向力值，作出切向力圖及幅度面積向量圖，求得壓縮機所需的飛輪矩，解決驅(qū)動力矩與阻力矩之間的不均衡問題，以保證壓縮機運轉(zhuǎn)均勻，從而減小電機和電網(wǎng)的電流、電壓波動幅度。 (3)動力平衡性能分析 往復(fù)壓縮機中的慣性力和慣性力矩是外力，它的大小和方向均隨曲柄轉(zhuǎn)角作周期性的變化，若在機器內(nèi)部沒有相應(yīng)的平衡力和平衡力矩與之相平衡，則會導(dǎo)致壓縮機的振動，并且還會傳給基礎(chǔ)。為了確保壓縮機的平穩(wěn)安全運轉(zhuǎn)，應(yīng)力求慣性力和慣性力矩在機器內(nèi)部的完全平衡。 3.2 活塞的運動 壓縮機的曲柄連桿機構(gòu)在進行動力分析時，往往簡化成如圖3.1所示。即主要運動不見簡化為單獨的質(zhì)點，分別為活塞的往復(fù)直線運動及曲柄梢部分的等速圓周運動。 圖3.1曲柄連桿機構(gòu)的運動圖 圖中X軸與氣缸軸線重合，Y軸與X軸垂直。O點為曲軸旋轉(zhuǎn)中心，OA代表曲軸，AB代表連桿，A點代表曲柄梢中心，而C為活塞外止點時的活塞銷中心位置，D點為活塞內(nèi)止點時的活塞銷中心位置。 活塞的位移從外止點C算起時為x,長度為L的連桿與氣缸中心線的夾角為β，曲柄的轉(zhuǎn)角為α。從圖上的幾何關(guān)系可以得出： 活塞位移的近似公式：X=r（1-）+λ（1-cosα） (3-1) 在空氣壓縮機中，λ通常在1/3.51/6的范圍內(nèi)，取λ=1/5 有熱力計算可知：S=36.4mm,S=2r,則r=18.2mm,l=91mm X=18.2(1-)+18.2/16(1-) (3-2) 活塞速度的近似公式：ν=rw() (3-3) W===297.25rad/s (3-4) r=18.2mm=0.0182m, 則 ν=0.0182297.25(+) (3-5) 活塞的加速度 a=rw2(+λ)m/ (3-6) 曲柄梢的加速度 =rw2m/s2 3.3 連桿的質(zhì)量轉(zhuǎn)化 把連桿質(zhì)量的一部分集中在活塞銷中心B點為,集中在曲柄銷中心A處的為,如圖3.3所示 圖3.2 連桿簡圖 根據(jù)圖3.3，運用大學(xué)物理知識得， =+, = 得出=, = (3-7) 根據(jù)已有連桿的統(tǒng)計結(jié)果，=(0.3) ,=(0.6) 活塞、活塞銷等零件只做往復(fù)運動，可認(rèn)為其質(zhì)量集中在B點，用表示。 曲拐部分做旋轉(zhuǎn)運動，可認(rèn)為曲軸、曲柄銷的質(zhì)量集中在A點，用表示。 綜上，整個運動機構(gòu)的總往復(fù)質(zhì)量為=+ (3-8) 總旋轉(zhuǎn)質(zhì)量為=+ (3-9) 3.4 計算活塞力 壓縮機中的氣體力、往復(fù)慣性力和摩擦力三者的代數(shù)和為活塞力. =++ (3-10) 3.4.1 氣體力 取進、排氣壓力的損失分別為0.05,=0.10 進氣過程氣體力：=(1-)=0.1﹙1-0.05﹚=201.65N 排氣過程的氣體力：=﹙1+﹚=0.8﹙1+0.10﹚=1867.92N 3.4.2 往復(fù)慣性力 =rw2=1334.73N (3-11) 式中===0.83Kg 在止點位置停車時，=-=1666.27N (3-13) 3.4.3 摩擦力 ===15.17N (3-14) 4. 空氣壓縮機結(jié)構(gòu)設(shè)計 V-0.17/8空氣壓縮機的結(jié)構(gòu)是將兩列氣缸相錯600安裝在機體上，機體用螺栓固定在儲氣罐的支撐板上，電機的四個機腳也用螺栓固定在儲氣罐的支撐板上，傳動方式為皮帶傳動，大帶輪帶動曲軸旋轉(zhuǎn)，進而使曲柄連桿機構(gòu)做往復(fù)直線運動。曲軸的固定由角接觸球軸承、端蓋及擋圈來完成。外部形狀如下圖所示： 圖4.1 4.1 活塞設(shè)計 活塞是活塞式壓縮機的一個主要零件，它與氣缸配合形成壓縮容積。活塞設(shè)計的好壞與壓縮機的性能（如排氣量）有很大關(guān)系?；钊c活塞環(huán)、刮油環(huán)、活塞銷等零件組成活塞組件。活塞設(shè)計時必須滿足的要求是： （1）具有足夠的剛度和強度 ； （2）導(dǎo)熱系數(shù)高?；钊跉飧字袎嚎s氣體時，高溫的氣體將熱量傳給活塞，因此要求活塞的導(dǎo)熱系數(shù)高，盡快的將熱量傳給氣缸體，通過氣缸體向外放熱，這樣可以降低活塞的溫度，提高輸氣系數(shù)。 （3）耐磨性好，熱膨脹性??； （4）工藝性良好，價格低。設(shè)計時應(yīng)使同一系列的壓縮機的活塞大部分尺寸相同，這樣，加工非常方便。材料上講，鑄鐵價格低，熱膨脹系數(shù)小，有良好的耐磨性；采用粉末冶金活塞，可以減少加工量和加工工序，節(jié)約工時，使制造成本降低。 （5）鑄造性能良好，重量輕。以減少往復(fù)慣性力。 圖4.2連桿式壓縮機使用的活塞 活塞行程缸徑比： ψ===0.7 (4-1) 活塞的平均速度：===3.45m/s (4-2) 4.2 活塞的幾何尺寸與相互關(guān)系 在開啟式壓縮機中，常常采用圖4.3的固定方式，即把活塞銷用壓力機壓銷孔固定，銷孔兩端壓上擋圈。 圖4.3 活塞的長度L與直徑D之比為0.61.3，活塞銷孔中心線距活塞頂部的距離與直徑之比為0.351。 活塞銷孔直徑d與外徑D之比=0.270.45,活塞與連桿小頭的連接寬度b與直徑之比為0.320.5。 圖4.4 活塞幾何尺寸的相互關(guān)系 圖4.5 尺寸d、b與D的關(guān)系 綜上，D=52mm,=0.8,L=42mm =0.5,=26mm;=0.3,d=16mm;=0.4.b=21mm. (4-3) 取活塞側(cè)壁的厚度t,=3mm。 活塞頂部的厚度：t=﹙0.4﹚Dmm， 取t=4mm (4-4) 活塞材料為ZAlSi12,HBW=50,活塞外表面為加工面。 活塞頂部的強度驗算： 由于活塞頂部并非自由支承，若圓盤厚度為δ，直徑D=52mm，則直徑截面處的最大彎曲應(yīng)力為： =μ﹙﹚2 (4-5) 式中為最大氣體壓力差 對于圓形活塞，可以取μ=0.68，D為活塞直徑；δ為活塞頂部最薄處的厚度。 =﹙1+﹚-﹙1-﹚=0.785MPa 則： (4-6) =0.68﹙﹚20.785≤[]=180N/ 得出： δ≥2.2mm，所以強度符合要求。 (4-7) 4.3 活塞銷設(shè)計 4.3.1 活塞銷的材料 由于氣體力和往復(fù)慣性力作用在活塞銷上，加上活塞銷直徑一般很小，故活塞銷承受很大的交變彎曲應(yīng)力和沖擊力?；钊N在交變彎曲應(yīng)力的作用下，油膜不易形成，因而潤滑條件差，易磨損。為此，應(yīng)盡可能使用表面硬度高、具有韌性的材料。取活塞銷材料為20Cr. 活塞銷的長度l總是小于活塞直徑D。一般l=(0.850.95)D=46mm 活塞銷的外徑應(yīng)使連桿小頭孔有合適的比壓K.連桿小頭孔德寬度b=21mm 圖4.6 活塞銷強度驗算簡圖 比壓：K= 式中 =-=1867.92-201.65=1666.27N (4-8) 許用比壓[K] ≤﹙150﹚N/ 將上述數(shù)據(jù)代入公式得 ≥5.29mm 取 ,=12mm 4.3.2 活塞銷的強度計算 把活塞銷作為簡支梁對待，驗算其彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力。連桿小頭的作用力為均布載荷，銷座的支反力假設(shè)為集中力，只考慮氣體力的影響，于是作用于活塞銷上的最大彎矩為： =﹙-﹚ (4-9) 式中 為兩銷座中心的距離，=l-,取為20mm 最大彎曲應(yīng)力： =﹙-﹚=﹙0.020-﹚=88.64N/ (4-10) 對于碳素鋼， [] ≤﹙600-1200﹚N/ (4-11) 活塞銷橫截面的剪切應(yīng)力： τ===58.96N/ (4-12) 對于碳素鋼，[τ] ≤500N/ (4-13) 綜上，強度符合要求。 4.4 連桿 4.4．1 連桿基本尺寸 在曲柄連桿機構(gòu)中，曲軸的旋轉(zhuǎn)運動就是通過連桿使活塞在汽缸中作往復(fù)直線運動的。根據(jù)連桿大頭的結(jié)構(gòu)，可分為整體式和剖分式，整體式連桿（圖4.7）用于行程短的曲軸或采取偏心軸的結(jié)構(gòu)。整體式連桿的加工精度容易保證，由于加工時可以同時加工大小頭孔，又省去了連桿螺栓、螺母、墊片等零件，不但加工簡單，而且裝配也很方便，制造成本低。在這里采用整體式連桿。 連桿在工作中主要承受氣體壓力和慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，對連桿的結(jié)構(gòu)要求是：具有足夠的強度和剛度；具有較高的加工精度和表面粗糙度；在保證連桿強度和剛度的條件下，應(yīng)盡量減少連桿的質(zhì)量；減小連桿大小頭孔中心距，可使壓縮機總體尺寸和重量下降；連桿大小頭孔耐磨性良好；連桿易于加工和測量，成本低等。 圖4.7 整體式連桿 由前面動力計算得，連桿長度l=91mm （1）桿身中間截面尺寸當(dāng)量直徑 =﹙1.652.45﹚=8.2m (4-14) （2）桿身中間截面當(dāng)量面積 ===52.8 (4-15) （3）桿身中間截面尺寸 高度： ===9.5mm (4-16) 寬度 ： =0.6=5.7mm (4-17) 圖4.8 連桿中間截面簡圖 圖4.9 連桿簡圖 （4）連桿小頭軸向內(nèi)徑：因連桿小頭軸孔與活塞銷外徑配合，故取d==18mm （5） 連桿小頭軸承寬度：=1.2d=21.6mm （6） 連桿大頭軸向內(nèi)徑：連桿大頭與曲柄銷配合，故取D=39mm （7）連桿中間長度：≤L-- 4.4.2 桿體的穩(wěn)定性計算 連桿的桿身必須具有足夠的剛度和強度，為此，多數(shù)連桿的桿身的橫截面是矩形或工字形。曲柄銷旋轉(zhuǎn)時，連桿大頭作擺動，由于離心力的作用，對桿身產(chǎn)生彎矩，因此從小頭到大頭的截面組件增大。 桿身截面處所受的壓應(yīng)力為： ===315.58N/ (4-18) 在連桿擺動平面內(nèi)，連桿兩端可以看成是鉸接支承，這時，桿體中間截面在這方面的縱彎曲應(yīng)力為： =c (4-19) 式中 c=,取c=6.0, ==814.5 (4-20) 在垂直于連桿擺動平面的平面內(nèi)，連桿兩端可以看成是固定支承，桿體中間截面在這方向上縱彎曲應(yīng)力為 =c, ==407.25N/ (4-21) 連桿桿體所受壓縮和縱彎曲應(yīng)力的總應(yīng)力： =+, =+ (4-22) 許用應(yīng)力[σ] ≤﹙8001200﹚N/, ﹤[σ],﹤[σ] 強度符合要求 4.4.3 桿體的強度驗算 連桿小頭處于最小桿體截面積按最大壓差工況下的壓縮應(yīng)力考慮。其壓縮力為：σ==315.58N/ (4-23) σ﹤[σ] 故強度符合要求。 4.5 曲軸 曲軸是活塞式空氣壓縮機的主要部件之一（圖4.10），傳遞著壓縮機的全部功率。其主要作用是將電動機的旋轉(zhuǎn)運動通過連桿改變?yōu)榛钊耐鶑?fù)直線運動。曲軸在運動時，承受拉、壓、剪切、彎曲和扭轉(zhuǎn)的交變復(fù)合負(fù)載，要求具有足夠的強度和剛度以及主軸頸與曲柄銷的耐磨性。曲軸一般采用優(yōu)質(zhì)碳素鋼鍛造，這里采用45號鋼。 圖4.10 曲柄機構(gòu)示意圖 4.5.1 曲軸的計算 曲柄銷直徑：=（0.70.8）D，取=39mm (4-24) 主軸頸直徑：=（1.01.1）， 取=40mm (4-25) 4.5.2 曲軸的強度校核 曲柄銷上的彎矩為===66.65Nm (4-26) 曲柄部分的彎矩為 =﹙﹚=16.66Nm (4-27) 主軸頸部分的彎矩為==12.50Nm (4-28) 曲軸的平均扭矩為==26.94Nm (4-29) 合成彎矩=0.35+0.65=96.379Nm (4-30) 對于曲柄銷部位的合成彎曲應(yīng)力： ==16.56MPa﹤﹙80﹚MPa (4-31) 4.6 機體和氣缸 4.6.1 機體 機體是活塞式空氣壓縮機非常重要的部件，機體支承著曲軸、連桿機構(gòu)和氣缸等零部件，并使這些零件互相保持著合適的位置與間隙。 機體的作用有： ⑴承受壓縮機中的作用力；此外，機體還可以將曲柄連桿機構(gòu)的重量，電動機的重量，在有些場合還可以將缸體、活塞、級間的重量還給基礎(chǔ)。 （2）給傳動機構(gòu)提供定位和導(dǎo)向基礎(chǔ)；如曲軸支承在機體的主軸承上，十字頭以機身滑道為導(dǎo)向。 （3）作氣缸和某些輔助部件的承座。如某些潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)等就安裝在機體上。 對機體的要求有： ⑴ 機體除承受曲軸、連桿機構(gòu)和氣缸等零件的重量外，還承受著大小和方向不斷變化的氣體力和慣性力。因此，在設(shè)計機體時，應(yīng)合理的構(gòu)型，盡量使應(yīng)力均勻分布，使機體具有足夠的強度和剛度，保證各運動零部件的正確位置和間隙。在具有足夠的強度和剛度的條件下，應(yīng)盡量減小機體的重量和尺寸。 ⑵良好的鑄造工藝性和加工工藝性。 機體一般采用優(yōu)質(zhì)灰鑄鐵，機體的鑄件應(yīng)盡量造型簡單，起模簡單，便于清砂。 4.6．2 氣缸 圖4.11氣缸 氣缸是往復(fù)式壓縮機中直接進行氣體壓縮的部分。它與活塞、氣閥等共同組成氣體的工作腔。 對氣缸的要求是：應(yīng)具有足夠的強度和剛度，工作表面具有良好的耐磨性；應(yīng)盡可能減小氣缸內(nèi)的余隙容積；結(jié)合部分的連接和密封要可靠；具有良好的鑄造工藝性，拆裝方便。 氣缸的壁厚度： t=+α=+2=2.7mm (4-32) 式中 D為汽缸直徑，為最大排氣壓力，為材料的許用應(yīng)力，對于鑄鐵，為30MPa, α為鑄造誤差造成增加的厚度。 4.7 氣閥 閥分進、排氣閥兩種，均為單向閥，由彈簧、閥片、閥座及升程限制器組成。通過彈力和氣體壓力的作用實現(xiàn)自動開啟。 閥片是活塞式壓縮機的關(guān)鍵零件之一，它控制著壓縮機吸氣和排氣，影響到壓縮和膨脹過程?；钊騼?nèi)止點移動時，余隙容積中的高壓氣體膨脹，使氣缸內(nèi)的壓力降低。當(dāng)氣缸內(nèi)外的壓力差大于閥片的彈簧力時，閥片打開，氣體被吸入氣缸。在活塞接近內(nèi)止點之前，進氣閥片一直是開啟的；在活塞接近內(nèi)止點時，由于活塞移動速度下降，閥片前后的壓力差減小，閥片在彈簧力的作用下關(guān)閉，吸氣過程結(jié)束?；钊竭_(dá)內(nèi)止點后，開始向外止點移動，此時，吸氣閥片和排氣閥片都是關(guān)閉的，汽缸容積縮小，氣體被壓縮，因而氣體壓力提高。 當(dāng)活塞接近外止點時，氣缸內(nèi)氣體的壓力與排氣閥片外的壓力差大于排氣閥片本身的彈簧力時，排氣閥片打開，這就是排氣過程。當(dāng)活塞到達(dá)外止點時，排氣過程結(jié)束?；钊麖耐庵裹c向內(nèi)止點移動時，膨脹過程開始，氣體在氣缸內(nèi)膨脹時，吸氣閥片和排氣閥片都是關(guān)閉的。 氣閥受閥片兩側(cè)氣體壓力差控制而自行啟閉的自動閥，它主要由閥座、閥片、氣閥彈簧和升程限制器四個主要零件組成。氣閥工作是否正常，直接關(guān)系到壓縮機的性能。因此，氣閥設(shè)計的基本要求是： 1 氣體流過氣閥的阻力要小； 2 氣閥形成的余隙容積要??； 3 氣閥及時啟閉，并且應(yīng)有良好的密封性，關(guān)閉后不允許泄露； 4 氣閥的壽命要長；氣閥的使用壽命不但與閥片的材料、工藝過程有關(guān)，而且與升程、轉(zhuǎn)速等有關(guān)，閥片的壽命最好與壓縮機的壽命相同。 5 結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，易于維修，通用化程度高。 對閥片的材料的要求： 1 高疲勞強度。閥片的斷裂主要是疲勞破壞。因此閥片必須具有高的沖擊、彎曲疲勞強度以及低的疲勞缺口敏感度。閥片表面是疲勞裂紋核心容易產(chǎn)生的地方，在工作狀態(tài)下，表面處應(yīng)力最大，因此應(yīng)提高閥片表面強度。對閥片進行離子氮化處理，是提高閥片表面硬度和沖擊韌性的有效措施。 2 非金屬夾雜物含量和帶狀組織級別要低，閥片中的非金屬夾雜物主要是氧化物和硫化物。 選擇閥片材料考慮的因素：閥片所受應(yīng)力及材料綜合性能、使用溫度、耐腐蝕性、材料質(zhì)量、價格等。故選用馬氏體不銹鋼3Cr13. 4.8 帶輪的設(shè)計 4.8.1 設(shè)計參數(shù) 功率：=1.5kw 轉(zhuǎn)速：=2840r/min =980r/min 傳動比：i=3.0 4.8.2 帶輪的計算 ⒈ 確定計算功率 ,由表8-7得，=1.1 ==1.51.1=1.65kw (4-33) ⒉由 、n ,選擇Z型 ⒊確定帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗算帶速V 由表8-6和8-8.，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=112mm 帶速V===16.6m/s, 帶速符合 (4-34) 大帶輪的基準(zhǔn)直徑 =i=3112=336mm (4-35) ⒋確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 由式0.7﹙+﹚≤≤2﹙+﹚得=400mm (4-36) ≈2+﹙+﹚+=1570.09mm (4-37) 由表8-2選=1400mm 實際中心距a=+=315mm (4-38) ⒌驗算小帶輪上的包角 =180-﹙-﹚=135.8﹥90 (4-39) ⒍計算帶的根數(shù)Z 由=112mm和=2840r/min,由表8-4a得=0.82kw 由表8-4b得Δ=0.04kw ,由表8-5得=0.882 由表8-2得=1.14 =﹙+Δ﹚=0.865kw (4-40) Z==1.90 取根數(shù)為2根。 ⒎大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 采用橢圓輪輻式 =355mm ,1.8d=1.836=64.8mm 取=8.5mm,=8mm,e=12mm,f=8mm,=2.5mm, δ=6mm B=﹙Z-1﹚e+2f=﹙2-1﹚12+16=28mm L=B=28mm, C’=B=7mm,S=C’=7mm =-2δ=355-12=343mm =290=290=21mm =0.2=0.221=4.2mm =0.4=8.4mm =0.8=0.88.4=6.72mm =0.821=16.8mm =0.2=0.216.8=3.36mm 4.9 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 曲軸是往復(fù)式壓縮機的主要部件之一，傳遞著壓縮機的全部功率。其主要作用是將電動機的旋轉(zhuǎn)運動通過連桿改變?yōu)榛钊耐鶑?fù)直線運動。曲軸在運動時，承受拉、壓、剪切、彎曲和扭轉(zhuǎn)的交變復(fù)合負(fù)載，工作條件惡劣，要求具有足夠的強度和剛度以及主軸頸與曲軸銷的耐磨性。故曲軸一般采用40、45或50號優(yōu)質(zhì)碳素鋼鍛造。在本設(shè)計中采用45號鋼。 4.9.1 初步確定軸的最小直徑 ==125=14.4mm (4-41) 顯然，最小直徑是安裝大帶輪的，取d=28mm,因為是圓錐體形的，所以選=36mm. 圖4.12曲軸簡圖 帶輪的寬度B=28mm,帶輪左端用擋圈定位，查設(shè)計手冊得擋圈直徑D=50mm,為了保證擋圈完全壓在帶輪上，所以=26mm. 4.9.2 擬定軸上零件的裝配方案 取=30mm,選0組游隙7026C角接觸球軸承，其尺寸為dDB=306216,故=16mm 端蓋：e=1.2d=1.26=7.2mm,蓋寬=e+m=20mm =62+2.56=77mm,=+2.56=92mm =-36=59mm , =62-10=52mm 取=30mm 角接觸球軸承用擋圈定位，取=34mm. Ⅵ-Ⅶ段是用來安裝連桿大頭的，直徑等于曲柄銷直徑。 4.10 空氣壓縮機的儲氣罐 空氣壓縮機是一種用來壓縮空氣、提高氣體壓力或輸送氣體的機械, 簡稱為空壓機, 被廣泛應(yīng)用于 冶金、電子電力、醫(yī)藥、包裝、化工、食品、采礦、紡織、交通等眾多領(lǐng)域。在空壓機系統(tǒng)內(nèi), 空氣通過濾清器被吸入空壓機, 在空壓機中經(jīng)過壓縮, 使其達(dá)到規(guī)定壓力后進入儲氣罐, 然后由排氣管路送往使用地點。儲氣罐裝在空壓機和壓縮空氣管網(wǎng)之間, 其作用是緩和由于排氣不均勻和不連續(xù)而引起的壓力波，儲備一定數(shù)量的壓縮空氣, 維持供需氣量之間的平衡, 以及去除壓縮空氣中的油水和雜質(zhì), 凈化壓縮空氣。近年來, 空壓機儲氣罐事故時有發(fā)生, 甚至于包括重大事故, 給正常的生產(chǎn)生活以及人身安全帶來重大的損失和威脅。作為壓力容器, 儲氣罐的結(jié)構(gòu)和規(guī)格是根據(jù)其技術(shù)參數(shù)和使用條件, 參照《鋼制壓力容器》( GB150- 1998) [ 5] 和其它相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)[ 6- 7] 設(shè)計。操作壓力越大, 則設(shè)計壓力越大, 需要的殼體材料強度和厚度就越大; 操作溫度越高, 則鋼板在設(shè)計條件下的許用應(yīng)力越小, 需要的壁厚越大; 另外儲氣罐殼體焊縫的焊接接頭系數(shù), 開孔和接管, 以及腐蝕裕量的大小也同樣對容器壁厚有著直接的影響。在儲氣罐制造過程中, 若選材不當(dāng)或者鋼板材料質(zhì)量差, 存在諸如鋼板壁厚不均勻, 機械性能(如抗拉強度)不達(dá)標(biāo), 或者由于焊接原因, 焊接接頭存在氣孔、夾渣、裂紋、未焊透等嚴(yán)重制造缺陷, 造成焊縫質(zhì)量不合格。在儲氣罐的使用過程中, 也有可能產(chǎn)生材質(zhì)劣化、壁厚減薄、嚴(yán)重腐蝕或裂紋等缺陷。這種制造或者使用中產(chǎn)生的缺陷會嚴(yán)重削弱殼體材料的強度, 即使儲氣罐仍在原額定壓力下工作, 仍然可能因其強度不夠發(fā)生爆炸。因此必須嚴(yán)格按要求設(shè)計空壓機儲氣罐。 儲氣罐容積V=（0.10.14）Q=（0.10.14）0.17=0.0204 (4-42) 綜上，選取儲氣罐內(nèi)徑D=300mm,=75mm,L=25mm,=6mm 5．電動機的選擇 根據(jù)前面的熱力計算得，電動機的轉(zhuǎn)速 =2840r/min,功率=1.5kw. 根據(jù)轉(zhuǎn)速和功率，選擇Y90S-2三相異步電動機。 Y系列三相異步電動機是按照國際電工委員會（IEC）標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計的，具有國際互換性的特點。其中，Y系列電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部之特點，B級絕緣。適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風(fēng)機、運輸機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械等。 型號：Y90S-2 額定功率：=1.5kw 額定電壓：V=220V 電源頻率：f=50HZ 額定電流：I=6.82A 效率：μ=85% 6．壓縮機的振動與防振 壓縮機運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的振動消耗能量，會加劇零件的磨損，振動力傳到機殼外，使機殼振動，增大噪音，特別是壓縮機在啟動和停機時，由于轉(zhuǎn)速在瞬時發(fā)生急劇的變化，不但使噪音增大，還容易引起連接管道的疲勞破損。因此，應(yīng)重視解決壓縮機的振動問題，并提出有效地措施。此外，氣流脈動也是引起壓縮機振動的原因之一。壓縮機的減振方法常常從以下幾個方面考慮。 1．排氣管的減振 壓縮機的排氣管一端與機體焊接在一起，另一端與排振動，氣消聲器連接。為了減小由于氣流脈動引起的排氣管應(yīng)使排氣管的固有振動頻率遠(yuǎn)離氣柱的固有振動頻率，因此排氣管的長度需通過計算確定。為了減小排氣管的剛度，常常使它具有較復(fù)雜的形狀，如盤成彎曲的蛇狀。有的壓縮機還在排氣管上套有一個細(xì)而長的彈簧，用來吸收排氣管的振動。 2．防過振動裝置 壓縮機啟動和停止時，以及運輸中，會產(chǎn)生較大的振動，即過振。壓縮機是否一定要設(shè)防振裝置以及防過振是否有效，應(yīng)通過實驗決定。將壓縮機固定在振動試壓機上，進行垂直及水平兩個方向的振動，經(jīng)過規(guī)定時間的振動之后，檢查壓縮機是否損壞。此實驗稱為過振試驗或運輸試驗。 7．壓縮機的潤滑、冷卻和噪聲處理 7.1 壓縮機的潤滑 7.1.1 潤滑的作用 ⒈ 把潤滑油輸送到各零件表面，并使零件的表面形成油膜，減小零件的磨損，提高壓縮機的使用壽命，減小由于摩擦阻力產(chǎn)生的摩擦功率和摩擦產(chǎn)生的熱量。 ⒉ 潤滑油在氣缸和活塞表面形成的油膜不但起到潤滑的作用，而且起到密封氣體的作用，以減小高壓氣體的泄露。 3． 冷卻的作用。壓縮機在各零件表面流過時，零件上的熱量傳給潤滑油，潤滑油將零件上的熱量帶走，且向機體噴灑，最后由機體將內(nèi)部的熱量傳遞給外部的空氣。 空氣壓縮機為無油潤滑，但在高速運行下，轉(zhuǎn)動副之間、活塞與氣缸內(nèi)表面之間必須有潤滑，潤滑與壓縮機運轉(zhuǎn)性能和使用壽命有密切關(guān)系，應(yīng)根據(jù)使用的要求特性選擇合適的潤滑劑。油脂潤滑其作用有：①、潤滑摩擦面，使摩擦面完全被油脂分隔開來，從而降低摩擦功、摩擦熱和磨損；②、在密封部位充滿油，起密封作用。壓縮機的潤滑方式有兩種：飛濺潤滑和壓力潤滑。飛濺潤滑是利用曲柄的旋轉(zhuǎn)運動拍擊油面，使油飛濺到各個運動零件的摩擦面上，飛濺潤滑不需要專門的潤滑機構(gòu)。壓力潤滑是采用專門的潤滑機構(gòu)，以一定的壓力將潤滑油強制送到各個運動機構(gòu)的摩擦表面。在V-0.17/8空氣壓縮機中可以采用飛濺潤滑。 7.2壓縮機的冷卻 7.2.1壓縮機過熱的危害 壓縮機過熱時，對壓縮機一般有以下危害： ⒈ 潤滑油粘度下降，運動零件的表面不能形成完全的油膜，特別是連桿小頭部位，負(fù)荷較大，在正常情況下潤滑條件就較惡劣。壓縮機過熱時，連桿小頭產(chǎn)生不正常的磨損，甚至發(fā)生燒壞。 2． 電動機燒毀。對于B級絕緣，壓縮機在130的溫度范圍內(nèi)長期運轉(zhuǎn)，由于化學(xué)反應(yīng)加快，絕緣材料性能變差，電動機易被燒毀。 7.2.2 壓縮機冷卻的方法 空氣壓縮機在運行時，由于熱力過程的不可逆損失和機械摩擦所產(chǎn)生的熱量使壓縮機的溫度升高。為了防止壓縮機過熱，以保證其工作的可靠性和耐久性，提高其熱力性能和動力性能，必須進行壓縮機冷卻。 1． 汽缸蓋的冷卻 汽缸蓋的表面鑄有一定數(shù)量的肋片以改善汽缸蓋的散熱效果。 2． 降低吸氣過熱度 3． 潤滑油的冷卻 4． 電動機的冷卻 在轉(zhuǎn)子上安裝一個葉輪，或者在轉(zhuǎn)子上直接鑄出葉片。轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時，在葉片的作用下，電動機可以得到較好的冷卻。 5． 采取外部用風(fēng)扇冷卻的措施。 7.3 壓縮機的噪聲 7.3.1 壓縮機的噪聲源 國家標(biāo)準(zhǔn)對壓縮機的噪聲限制有明確規(guī)定。噪聲大于國標(biāo)規(guī)定值的壓縮機，視為不合格產(chǎn)品。因此應(yīng)對壓縮機的噪聲源進行分析，以便采取各種方法降低壓縮機的噪聲。壓縮機的噪聲一般來源于以下幾個方面： 1． 機械性噪聲。壓縮機的機械性噪聲主要是由不平衡的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力造成的，它使排氣管加大振動而產(chǎn)生噪聲，它還使曲柄連桿機構(gòu)的摩擦聲和沖擊聲加大。當(dāng)曲柄連桿機構(gòu)的間隙過大時，這種噪聲會更顯著。壓縮機的零件表面粗糙度差，尺寸精度和形位公差不好時，噪聲也會更顯著。此外，閥片開啟和關(guān)閉時產(chǎn)生的沖擊聲，氣閥的自激振動也產(chǎn)生噪聲。 2． 氣流噪聲。氣流噪聲是指氣流通過各零件產(chǎn)生的噪聲。如通過吸氣管、消聲器、閥、氣缸、排氣管以及釘子與轉(zhuǎn)子之間的氣流產(chǎn)生的噪聲。由于氣流存在著壓力脈動，所以它可能加大這些部位的振動，特別是排氣管的振動。 3． 壓縮機零部件的共振聲。零部件的共振聲主要發(fā)生在殼體、排氣管、消聲器之間。 4. 潤滑油的噴射聲和油泡聲。 5． 殼體內(nèi)高壓氣體的泄露聲。 6． 電動機發(fā)出的電磁聲。 7.3.2 降低噪聲的方法 1． 防止壓縮機殼體共振及減少透過聲 （1）增加殼體板材的厚度； （2）機殼形狀的改進，如采取橢圓形或球形機殼； （3）吸、排氣管與機殼連接的部位剛性要好； （4）避免排氣管與機殼共振。 2． 防止排氣管共振 （1）改變管長、管徑和管子的形狀； （2）在管上套一個細(xì)彈簧，減少管的振動； （3）不要使管子的低頻共振頻率接近電源頻率。 3． 防止零件共振 （1）減少曲柄連桿機構(gòu)的不平衡力； （2）不使振源的振動頻率與零件的共振頻率接近或相同，可通過改變材質(zhì)、形狀的方法獲得。 （3）改變各運動零件的配合間隙，提高零件的加工精度。 4． 采用消聲效果明顯的消聲器。 8．活塞式空氣壓縮機的保養(yǎng)與維修 往復(fù)活塞式壓縮機是廣泛用于壓縮氣體、輸送氣體的機器,在礦山,冶金,機械制造,石油化學(xué)工藝流程,都離不開活塞式壓縮機。壓縮機性能及運轉(zhuǎn)情況的好壞,直接影響著工廠的生產(chǎn)和經(jīng)濟效果。若使用與維修不善,或采取對防患不利的危險操作,不但會降低壓縮機的使用壽命,最終還將引起事故,使工廠生產(chǎn)蒙受巨大的損失。因此對壓縮機的使用保養(yǎng)和維修是否合理和完善,是確保壓縮機正常運轉(zhuǎn)的重要措施。 為保證壓縮機處于良好的運轉(zhuǎn)狀態(tài)，延長機器的使用壽命，必須進行維護保養(yǎng) ，通過維護與保養(yǎng)，能全面掌握機器的狀況，可以及時發(fā)現(xiàn)問題，排除故障，改善機器的工作條件。即使出現(xiàn)故障，也便于判斷和采取措施。 8.1壓縮機使用的注意事項 （1）為使壓縮機能正常、連續(xù)運轉(zhuǎn), 延長其使用壽命, 應(yīng)實行定期維護檢修制度。壓縮機故障的出現(xiàn), 會給使用單位一部或全部生產(chǎn)帶來很大影響, 因此對壓縮機的日常檢修工作是不可少的, 切不可忽視之。 （2）壓縮機要求耐磨、耐熱、耐腐蝕、韌性強的易損件比較多, 有些使用單位以自己的材料仿制出來滿足急需, 多數(shù)不能耐久, 也成為事故的原因。例如氣缸墊片過厚時, 使氣缸的余隙容積增大, 造成排氣量不足，過薄時又可能成為撞擊氣缸蓋的原因。氣閥材質(zhì)不好,破損時破片掉入氣缸內(nèi), 可成為活塞與氣缸燒研和劃傷氣缸鏡面的主要因素。所以最好使用制造廠的零部件, 應(yīng)適當(dāng)儲備制造廠所推薦的備品、備件, 使用以后要及時補充, 因此用戶保管一批備品、備件是十分必要的。 （3）壓縮機出現(xiàn)某種異?，F(xiàn)象時, 看起來似乎仍在運行著, 但多數(shù)情況, 已經(jīng)有了事故的預(yù)兆, 能早期發(fā)現(xiàn)異常的前兆是防止事故發(fā)生的重要素。要想早期發(fā)現(xiàn)異常, 就需掌握平時正常運轉(zhuǎn)的情況。每當(dāng)日常檢查、定期檢修時都應(yīng)詳細(xì)記錄, 這種資料除對檢查故障不可缺少以外, 有助于日常檢修及早期發(fā)現(xiàn)異?，F(xiàn)象。 （4）驅(qū)動用原動機檢修不好, 往往也是引起事故的因素, 特別是交流電動機, 多在環(huán)境低劣的環(huán)境運轉(zhuǎn), 安全保護不當(dāng)處使用, 應(yīng)很好的擦拭和檢修。 8.2 壓縮機的定期檢修 1．日常檢修 壓縮機在正常運轉(zhuǎn)時, 即使是不需要監(jiān)控的壓縮機, 每天至少要做一、二次檢查。如前所述, 這是早期發(fā)現(xiàn)異?，F(xiàn)象的重要工作之一。此外, 應(yīng)根據(jù)需要還應(yīng)做定期巡回檢查。 2．定期檢修及大修 壓縮機定期檢修, 是為使壓縮機能正常運轉(zhuǎn), 延長其使用壽命。壓縮機的檢維工作應(yīng)是按計劃、有步驟地進行。一般按檢修的要求和工作量的不同, 可分為小修、中修、大修三種情況。 ① 小修：不定期, 主要是檢查性的維修。例如, 排除運行中發(fā)現(xiàn)的不正?，F(xiàn)象及小事故。（閥片的破裂, 彈簧折斷, 緊固件松動等等） 。 ② 中修： 一般運轉(zhuǎn)30006000小時后進行一次。主要是檢修易損的零件 ﹙如吸、排氣閥、填料、活塞環(huán)等﹚ , 并校驗壓力表, 安全閥及其它閥門的密封性。 ③大修： 一般運轉(zhuǎn)1200026000小時后進行一次。主要是全面拆卸, 檢查所有零部件, 并對照原來記錄的數(shù)據(jù), 重新找中、找平, 徹底清洗積垢的零件 如氣缸水套, 冷卻器等! , 冷卻器還需做強度及氣密性檢查, 并作防腐處理, 對壓縮機基礎(chǔ)還要進行沉降觀測, 并檢查有無裂紋等不正?，F(xiàn)象。 3． 潤滑油的合理使用 適當(dāng)選擇壓縮機油, 是合理使用好壓縮機油的前提。潤滑油的選擇, 主要根據(jù)壓縮機的類型、操作條件、壓縮介質(zhì)、氣體的純度來決定。 (1) 壓縮機油的選擇 活塞式壓縮機根據(jù)工作條件而選用不同的潤滑油, 對氣缸及填料進行潤滑。由于氣缸中的溫度較高, 在有些情況下是不能采用礦物油的, 所以對油的性能必須有一定的要求。 對壓縮機氣缸的潤滑油來說, 應(yīng)考慮以下幾個方面的情況： ① 應(yīng)使壓縮機潤滑油在高溫情況下具有足夠的粘度, 以便保持一定的油膜強度, 對各密封間隙才能保持一定的密封能力。 ②要有良好的化學(xué)穩(wěn)定性。對于壓縮機在高溫下能與潤滑油起激烈反應(yīng)的氣體尤為重要, 否則將易出現(xiàn)積炭, 不僅容易破壞潤滑油性能, 而且還可能引起爆炸事故。 ③ 潤滑油應(yīng)具有一定的閃點, 通常要求比排出溫度高20 50℃ 即可, 過分要求高閃點的油是沒有意義的。 ④ 氣缸用潤滑油, 不應(yīng)與水形成乳化物, 因為乳化物的出現(xiàn)將影響油的潤滑性能。 （2）氣缸、填料的耗油量調(diào)節(jié) 氣缸、填料處的注入油量必須適當(dāng)。如果不足將引起激烈的摩擦, 甚至將氣缸表面和活塞桿表面燒傷或拉毛, 將活塞環(huán)和填料燒壞。潤滑油量過多, 由于高溫、高壓空氣中的氧將會氧化潤滑油, 容易產(chǎn)生積炭, 導(dǎo)致火災(zāi)和爆炸事故。所以壓縮機氣缸、填料的潤滑油量應(yīng)嚴(yán)格加以控制。氣缸與填料的總耗油量應(yīng)為各部分耗油量之和。 （3）對于壓縮機的保養(yǎng), 要注意定期更換潤猾油, 定期清洗濾油器。嚴(yán)寒季節(jié)停車時間較長, 各加工面應(yīng)涂防銹油, 并做定期盤車,使各相接觸部件改變位置, 以免潤滑油脂干硬或發(fā)生銹蝕。 結(jié) 論 致 謝 參 考 文 獻 ［1］成大先主編.機械設(shè)計手冊（單行本）軸及其連接.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.1 ［2］成大先主編.機械設(shè)計手冊第一卷第四版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002.1 ［3］鄭文緯、吳克堅主編.機械原理(第七版).北京：高等教育出版社，1997.7 ［4］劉鴻文主編.材料力學(xué)（Ⅰ）第4版.北京：高等教育出版社